单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统设计

目录摘要- 1 -1设计要求- 2 -2 负载分析- 3 -根据上表可以计算出负载曲线和速度曲线图- 4 -图1 负载曲线图、速度曲线图- 4 -3 确定液压缸的性能参数- 5 -3.1 初选液压缸的工作压力- 5 -3.2 计算液压缸的尺寸- 5 -3.3计算各个阶段压力- 6 -3.4 液压缸其他尺寸的确定- 8 -3.4.1 液压缸的结构设计- 8 -3.4.2液压缸壁厚和外径的计算：- 9 -3.4.3液压缸工作行程的确定- 9 -3.4.4最小导向长度的确定- 9 -3.4.5液压缸其他结构的确定- 10 -4液压系统方案设计- 12 -4.1速度控制回路的选择- 12 -4.2选用执行元件- 12 -4.3速度换接回路的选择- 13 -4.4选择快速运动和换向回路- 13 -4.5组成液压系统原理图- 14 -5 液压元件的选择- 15 -5.1 液压泵的确定- 15 -5.2 阀类元件及辅助元件的选择- 15 -5.3油管的选择- 16 -5.4油箱容量的确定- 17 -总结- 20 -致谢- 21 -参考文献- 22 -摘要在现代的机械生产过程中，液压在很多机械设备中得到非常广泛的应用，目前在很多起重机、挖土机方面得到了广泛的应用。液压系统已经在各个工业部门及农林牧渔等许多部门得到愈来愈广泛的应用，而且越先进的设备，其应用液压系统的部分就越多。液压传动是以液体为工作介质，利用压力能来驱动执行机构的传动方式。驱动机床工作台的液压系统是由油箱、过滤器、液压泵、溢流阀、开停阀、节流阀、换向阀、液压缸以及连接这些元件的油管、接头等组成。电动机驱动液压泵经滤油器从油箱中吸油，油液被加压后,从泵的输出口输入管路。油液经开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸，推动活塞而使工作台左右移动。液压缸里的油液经换向阀和回油管排回油箱。工作台的移动速度是通过节流阀来调节的。当节流阀开大时，进入液压缸的油量增多，工作台的移动速度增大；当节流阀关小时，进入液压缸的油量减少，工作台的移动速度减少。由此可见，速度是由油量决定的。总而言之，液压传动的优点是突出的，随着科学技术的进步，液压传动的缺点将得到克服，液压传动将日益完善，液压技术与电子技术及其它传动方式的结合更是前途无量。本次设计是单面多轴卧式组合钻床的液压系统，在系统工作过程中工作台的移动速度是通过节流阀来调节的。当节流阀开大时，进入液压缸的油量增多，工作台的移动速度增大；当节流阀关小时，进入液压缸的油量减少，工作台的移动速度减少。由此可见，速度是由油量决定的。关键字：液压传动；液压缸；换向阀；AbstractCompared with hydraulic automatic transmission (AT), mechanical automatic transmission (AMT) has the advantages of simple structure, small size and low cost. Compared with traditional mechanical transmission (MT), AMT has the advantages of low energy consumption and fast response. It is a product with broad prospects. The task of this design is to design an AMT transmission for cars. Reasonable design and arrangement of transmission can make the most reasonable use of engine power, thus improving the power and economy of automobiles. The main function of the variable speed transmission mechanism is to change the numerical value and direction of the rotation distance and speed, and the main function of the manipulation mechanism is to control the transmission mechanism and to change the transmission ratio of the transmission, i.e. to realize shifting in order to achieve variable speed and variable distance.This paper refers to a large number of literature at home and abroad. Firstly, it briefly describes the development history, status and role of AMT transmission, and discusses its current situation and future development trend. Furthermore, the basic structure and transmission principle of AMT transmission are studied, in which the basic structure, characteristics and working principle of transmission mechanism (mainly shaft and gear) are emphatically studied, and the transmission routes of each gear of AMT transmission are briefly analyzed. This paper includes a large number of calculation processes, including the layout analysis of transmission, the determination of structural parameters of transmission rotating parts, the structure and working principle of synchronizer, the strength check of gear, the strength check of shaft, the calculation of service life of bearing, etc.Keywords Gear; Synchronizer; AMT Transmission1设计要求设计一台卧式组合钻床动力滑台的液压系统。要实现的动作顺序为：快进工进快退停止。液压系统的主要参数与性能要求如下：切削力F=28000N，移动部件总重量G19000N；快进行程长度120mm（包括工进行程20mm）快进、快退的速度为5m/min，最大工进速度0.06m/min，工进最小速度0.02m/min启动换向时间t=0.2s；该动力滑台采用水平放置的平导轨；静摩擦系数fs0.2；动摩擦系数fd0.1。液压系统的执行元件使用液压缸。2 负载分析负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：夹紧力，导轨摩擦力，惯性力。在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。（1）阻力负载阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为，则静摩擦阻力 动摩擦阻力 （2）工作负载工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载，即（3）惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。已知启动换向时间本次设计取为0.15s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为4.2m/min，因此惯性负载可表示为 忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率=0.9，根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表1所示。表1 液压缸总运动阶段负载表（单位：N）工况负载组成负载值F/N推力F/N启动20002222.22加速13571507.78快进10001111.11工进2200024444.44快退10001111.11根据上表可以计算出负载曲线和速度曲线图图1 负载曲线图、速度曲线图3 液压缸主要参数的确定3.1 液压缸工作压力的初选执行元件工作压力可以根据总负载值或主机设备类型选取，见表2表2 负载选择执行元件的工作压力负载F/KN5-1010-2020-3030-5050工作压力P/MPa1.5-2.02.5-3.03.0-4.04.0-5.05.0-7根据分析此设备的负载不大，按类型属机床类。查液压系统设计简明手册，初选液压缸的设计压力=2.8MPa.3.2 液压缸主要尺寸设计计算为了满足工作台进退速度相等，并减小液压泵的流量，今将液压缸的无杆腔作为主工作腔，并在快进时差动连接，则液压缸无杆腔的有效面积与应满足=2（即液压缸内径D和活塞杆直径d间应满足：D=d。）为防止工进结束时发生前冲，液压缸需保持一定回油背压。由液压系统设计简明手册，暂取背压为0.8MPa，并取液压缸机械效率cm=0.19,则可计算出液压缸无杆腔的有效面积。、D=109mm液压缸内径：按GB/T2348-1980,如下表3所示表3 液压缸气缸内径参数值840125（280）10501403201263160（360）16801804002090200（450）2510022050032110250取标准值D=110mm=11cm，按GB/T2348-1980.选取活塞杆直径，具体数值可参照表4表4 活塞杆直径的参数值420561605226318062570200828802201032902501236100280144011032016451253601850140故活塞杆直径为取d=80mm则液压缸的实际有效面积为3.3各个工作阶段中的压力、流量和功率计算差动连接快进时，液压缸有杆腔压力P2必须大于无杆腔压力P1；其差值估取P= P2- P1=0.5MPa,并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时P=0；另外，取快退时的回油压力损失为0.5MPa液压缸的快进流量液压缸的工进流量液压缸的快退流量液压缸工作腔压力的计算液压缸的快进压力1.60MPa液压缸的工进压力2.80MPa液压缸的快退压力1.55MPa表5液压缸在工作循环中各阶段压力、流量和功率工作阶段负载工作腔压力输入流量q输入功率快进20001.60210.560工进220002.800.4750.013快退20001.5518.90.29图2 工况图3.4 液压缸其他尺寸的确定3.4.1 液压缸的结构设计1）缸体与缸盖的连接形式，采用常用的法兰连接，其形式与工作压力、缸体材料、工作条件有关。2）活塞杆与活塞的连接结构 采用常见的整体式结构。3）活塞杆导向部分的结构 活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘、锁紧装置等。 4）活塞及活塞杆处密封圈的选用 活塞及活塞杆处密封圈的选用，应根据密封部位、使用部位、使用的压力、温度、运动速度的范围不同而选择O型的密封圈。5）液压缸的缓冲装置 液压缸带动工作部件运动时，因运动件的质量大，运动速度较高，则在达到行程终点时，会产生液压冲击，甚至使活塞与缸筒端盖产生机械碰撞。为防止此现象的发生，在行程末端设置缓冲装置。常见的缓冲装置有环状间隙节流缓冲装置，三角槽式节流缓冲装置，可调缓冲装置。6）液压缸排气装置 对于速度稳定性要求的机床液压缸，则需要设置排气装置。3.4.2液压缸壁厚和外径的计算：由公式：PyD/2计算。式中：液压缸壁厚（m）;D液压缸内径（m）；Py试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍（Mpa）;缸筒材料的许用应力。在这用高强度铸铁，其值为：=60Mpa.计算可得：=2.63 （取Py=1.5p=4.5Mpa）.则缸体的外径D1为：D1D+2=110+2*2.63=115.26mm缸体的外径D1为116mm。3.4.3液压缸工作行程的确定根据已知条件可以确定出液压缸的工作行程。L=120mm.3.4.4最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。按下式：式中：L液压缸的最大行程； D液压缸的内径。活塞的宽度B一般取：（0.61.0）D；取B=75mm。缸盖滑动支承面的长度，根据液压缸内径D而定：当D80mm时,取=（0.61.0）d.为保证最小导向长度H,若过分增大和B都是不适合的,必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值.隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定,即取=0.8d=64mm,B=0.6d=48mm则：C=5mm.3.4.5液压缸其他结构的确定1）缸体材料-灰铸铁: HT200,HT350;铸钢：ZG25,ZG45粗糙度-液压缸内圆柱表面粗糙度为技术要求：a内径用H8-H9的配合 b缸体与端盖采用螺纹连接，采用6H精度 2）活塞材料-灰铸铁：HT150,HT200粗糙度-活塞外圆柱粗糙度技术要求：活塞外径用橡胶密封即可取f7f9的配合，内孔与活塞杆的配合可取H8。 3）活塞杆材料-实心：35钢，45钢；空心：35钢，45钢无缝钢管粗糙度-杆外圆柱粗糙度为技术要求：a调质2025HRC b活塞与导向套用的配合，与活塞的连接可用 4）缸盖材料-35钢，45钢；作导向时用（耐磨）铸铁粗糙度-导向表面粗糙度为技术要求：同轴度不大于 5）导向套材料-青铜，球墨铸铁粗糙度-导向表面粗糙度为技术要求：a导向套的长度一般取活塞杆直径的60%80%b外径D内孔的同轴度不大于内孔公差之半。4液压系统方案设计根据卧式组合钻床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。4.1速度控制回路的选择 工况图表明，所设计卧式组合钻床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度-负载特性，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。 组合钻床的加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。如果采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式，由双联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不同的，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估大，除采用双联泵作为油源外，也可选用限压式变量泵作油源。但限压式变量泵结构复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，4.2选用执行元件因系统运动循环要求正向快进和工进，反向快退，且快进，快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍。4.3速度换接回路的选择所设机床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由21 L/min降0.475 L/min，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击，如图4所示。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。 a.换向回路 b.速度换接回路图2 换向和速度切换回路的选择4.4选择快速运动和换向回路 根据本设计的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。本设计采用二位二通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，由工作台的行程开关控制，管路较简单，行程大小也容易调整，另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动油路。因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。4.5组成液压系统原理图选定调速方案和液压基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些辅助性油路，如控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液压系统，即组成如图3所示的液压系统图。图3液压原理图5 液压元件的选择5.1 液压泵的确定(1)确定液压泵的最大工作压力前面已经确定液压缸的最大工作压力为，选取进油管路压力损失，所以泵的工作压力。这是高压小流量泵的工作压力。由液压系统图知液压缸快退时的工作压力比快进时大，取其压力损失为，则快退时泵的工作压力为这是低压大流量泵的工作压力。(2)液压泵的流量由液压系统图知，快进时流量最大，其值为21L/min，若取系统泄漏系数K=1.2，则两泵的总流量为最小流量在工进时，其值为0.475L/min，取K=1.2则由于溢流阀稳定工作时的最小溢流量为3L/min故小泵流量取3.5L/min。根据以上计算，选用YB1-2.5/40型双联叶片泵。(3)选择电动机系统最大功率出现在快进工况，其数值如下式计算式中泵的总效率，取。根据以上计算结果，査电动机产品目录，选Y112M-6型异步电动机，转速为940r/min，功率为2.2kw。5.2 阀类元件及辅助元件的选择根据系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的流量，可选用这些元件的型号及规格（见下表6）表6 液压元件表序号元件名称通过最大流量/(L/min)规格型号公称流量/(L/min)公称压力/Mpa1双联叶片泵-YB-2.5/4032/46.32三位五通电液换向阀7635DY-100B1006.33行程阀7622C-100BH1006.34调速阀1Q-D6B-30.053105单向阀76A-F20D100206单向阀32A-F10D40207液控顺序阀32XY-63B636.38背压阀1P-D6B200.31.69溢流阀3.5Y-D6B201010单向阀32A-F10D402011滤油器36XU-63100631.612压力表开关-KF3-E3B-1013单向阀76A-F20D1002014压力继电器-DP-63B-105.3油管的选择(1)油管类型的选择 系统的工作压力在6.5Mpa以下，为了便于装配，使用软管油路。(2)油管尺寸的确定 吸油管查液压设计手册流量表（JB827-66）取通径为12mm，外径为18mm的钢管。5.4油箱容量的确定油箱容量可按经验公式估算，取 根据液压泵站的油箱公称容量系列（JB/T7938-1995），取油箱容量为160L表7 油箱公称容量JB/T7938-1995（L）463.10254063100160250315400500630800100012501600200031504000500063006 液压系统的验算6.1 执行元件输出力或力矩及最低最高速度的校核现选工作台液压缸最低要求速度为例进行校核：工作台液压缸有效作用面积为式中：A2-液压缸作用面积，mm2D-液压缸内径，mm d-活塞杆直径，mm由产品样本查得调速阀最小稳定流量为1.17,如不考虑二位二通电磁阀内部的泄露流量，工作台液压缸运动的最低速度为而设计要求的工作台最低运动速度为0.02m/min,所以液压缸最低运动速度能达到预定要求。当此条件不能满足时，可以改用流量规格较小的调速阀或增大液压缸直径重新设计计算，直到满足设计要求为止。6.2 管路系统压力损失计算由于定位夹紧回路在夹紧后的流量几乎为零，所以管路系统的压力损失主要应在工作台液压缸回路中进行估算。为可靠起见，按快进时最大流量来估算压力损失。即以Q3=16.8l/min来考虑(如用泵的额定流量Q=25 l/min来考虑也可以)总的压力损失为：沿局式中：沿为管路中沿程阻力损失之和； 局为管路中得局部阻力损失与各阀类元件的阻力损失之和（其中阀类元件在额定流量下的压力损失可由产品品说明书中查得）。一般计算求得的值与系统调整压力相比，在简单的低压金属切削机床（非高速运动机械） 液压系统中，其值是不会很大的。一般按经验可以为（0.10.3）。6.3 压力阀调整压力的确定可取由于系统压力在初步设计时一般取在泵的额定压力的50%70%之间，目的是为了延长泵的寿命，减小噪音，所以泵源总有一定的压力能力储备，系统的调整压力可以在试车阶段进一步调节。顺序阀的控制压力可以选择在先动液压港最大起动压力值的150%200%处；而必须比系统调整压力低。在本例中，顺序阀的控制压力可调在0.60.7 MPa之间，可以在试车时调定。压力继电器发讯时的压力可以调整在系统额定压力值的附近，但必须比额定压力值小一些，这样才能发出讯号来。在本例中压力继电器的发讯压力可调在1.41.5 MPa之间。6.4 系统热平衡计算与油箱容积的验算系统的发热量可以由功能守恒、平均有效功率的概念出发简捷求得。在本设计中因为定位、夹紧液压缸消耗的功率很小，所以可以略去不计。对于工作台液压缸的每一工作阶段输出的功率及工作阶段时间可以列表如下，如表4-1所示。表6-1 工作台液压缸的输出功率和工作阶段时间时间 工作阶段快进工进快退装拆工件停留时间名称 功率3.25